Проект поточно-механизированой линии производства сухих вареных кормов с разработкой шнекового обезвоживателя, производительностью 20 т

Сваренное сырье из обезвоживателя поступает в молотковую дробилку 4 с решеткой, диаметр отверстий  которой 25 мм, для более мелкого измельчения.  Из дробилки измельченный продукт обогреваемым элеватором 5 подается в трехсекционную сушилку 6, где он находится 40…45 мин. Выделяющийся из сырья в процессе сушки соковый пар отводится в конденсатор. Продукт выходит из сушилки с содержанием влаги 9…10% и элеватором 7 подается в шнековый охладитель 8, где посредством холодной воды, циркулирующей в рубашке, охлаждается и измельчается в молотковой дробилке 9 с решеткой, диаметр отверстий которой 4 мм.

Готовые корма упаковывается  в крафтмешки или ссыпается в напольные тележки. Выход готовой продукции из смеси 70% мягкого сырья и 30% костей составляет до 27%. Длительность всего процесса с момента загрузки сырья до получения готового продукта 1 ч.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2 УСТРОЙСТВО ШНЕКОВОГО  ОБЕЗВОЖИВАТЕЛЯ

 

После прогрева корпуса  обезвоживателя включается привод и  производится загрузка сырья в бункер 1 (рис 2). Сырье подается витками шнека  в верхнее положение и выгружается  через бункер 6. Бульон, образующийся в процессе варки продукта, стекает  через отверстия механизма очистки в желоб 8, изготавливаемый по месту монтажа. Соковый пар вытягивается через патрубки 5 в общую вентиляционную магистраль. Конденсат отводится через патрубки 4 и 2.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. ИНЖЕНЕРНЫЕ  РАСЧЕТЫ

3.1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

 

1. Выбор электродвигателя.

2. Определяем к.п.д. передачи:

η_общ.=η_р..п.· η_ред.·η_ц.п. ,

где   η_р..п – к.п.д. ременной передачи,

η_р..п = 0,96;

η_ред - к.п.д. редуктора,

η_ред.=0,95;

η_ц.п – к.п.д. цепной передачи,

η_ц.п =0,95;

η _общ = 0,96·0,95·0,75=0,87.

3. Определяем необходимую  мощность двигателя:

Р_вх.= ;

Р_вых=2,5;

η_бщ=0,87;

Р_вх= кВт.

4. По требуемой мощности  подбираем двигатель: трехфазный, асинхронный серии 4А (по ГОСТ 19523 – 81).

Р_дв=13 кВт – мощность двигателя.

5.  Подбираем частоту  вращения двигателя.

Определяем общее передаточное число:

U_общ =U_р.п.· U_ред · U_ц.п.;

где  U_р.п. – передаточное число ременной передачи,

U_р.п ≤ 4;

U_ред- передаточное число редуктора,

U_ред ≤ 3,55;

U_ц.п – передаточное число цепной передачи,

U_ц.п. ≤ 4;

U_{общ max} = 4· 3,55· 4 = 56,8;

n_вых = 40 об/мин.

Вариант 1: n_дв1=3000 об/мин.

U₁= .

Вариант2 : n_дв2=1500 об/мин.

U₂= .

Вариант3 : n_дв3=1000 об/мин.

U₃= .

Вариант4 : n_дв4=750об/мин.

U₃= .

Анализируя передаточное отношение, приходим к выводу, что  оптимальный вариант будет в  том случае, когда n_дв=1500 об/мин и передаточное число 37,5.

Предпочтение отдаем двигателям с большей скоростью, поэтому, двигатель 1000 об/мин и 750 об/мин не принимаем.

Определяем  номинальную  частоту вращения и запишем марку  двигателя:       4А100S4УЗ.

Скольжение S=4,4%.

Мощность двигателя  Р_дв=3 кВт.

Частота вращения n_дв=1500 об/мин.

Номинальная частота вращения:

n_ном=1500 – 4,4 · 10=1434 об/мин.

 

 

6. Определяем передаточное  отношение передач:

U_общ= ;

U_р.п. = 2,8;

U_ред=3,15;

U_ц.п= .

Принимаем стандартное  передаточное число 4 и проверяем отклонение от нужного передаточного числа:

U_{общ.станд} = 2,8 · 3,15· 4 = 35,28 ;

Δ U= ;

Δ U<4%, т.к. отношение меньше 4% принимаем стандартные числа.

7.  Определяем частоту вращения  и угловую скорость валов передачи.

I вал;     n_I = n_ном = 1434 об/мин;

ω_I= с^-1;

II вал;    n_II= об/мин ;

ω_II= с^-1;

III вал:  n_III= об/мин;

ω_III= с^-1;

IV вал:  n_IV= об/мин;

ω_IV= с^-1;

8. Определяем мощность  на валах:Р_вх.= Р_I = 2,5 кВт;

Р_II = Р_I · η_р.п..=2,5 · 0,96 = 2,4 кВт;

Р_III = Р_II · η_ред =2,4 · 0,95 = 2,28 кВт;

Р_IV = Р_III · η_ц.п. =2,28 · 0,95 = 2,166 кВт;

9.Определяем вращающий  момент на валах:

Т_I= кН · м;

Т_II= кН · м;

Т_III= кН · м;

Т_IV= кН · м;

10. Результаты расчета  сводим в табл. параметров передачи:

№ вала	Частота вращения n об/мин,	Угловая скорость ω, с-1	Мощность Р, кВт	Вращающий момент Т, кН×м
I	1434	150,1	2,5	0,017
II	512,1	53,6	2,4	0,045
III	162,6	17,0	2,28	0,134
IV	40,6	4,2	2,166	0,516

 

 

 

 

 

3.2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Исходные данные:    P = 2,5 кВт, n₁ = 1434 об/мин, U = 2, 8

1. Выбор сечения ремня по номограмме |4,с.134|. В зависимости от частоты вращения и мощности выбираем тип ремня (О, А, Б, В, Г, Д).

При  P = 2,5 кВт  и  n₁ = 1434 об/мин принимаем тип ремня А.

2. Определяем вращающий момент на ведущем шкиве.

Т₁ = = = 0,017 кН · м

3. Диаметр меньшего шкива.

D₁ = (3÷4) = 4× = 103 мм

Округляем до стандартного |4, табл.7.8,с.132| : d₁ = 100 мм

4. Диаметр большего шкива.

D₂ = d₁ ×U× (1- ε)

ε = 0, 01 ÷ 0, 03

Принимаем  ε = 0,02

d₂ = 100× 2, 8 × (1 – 0, 02) = 274,4 мм

5. Уточняем передаточное отношение.

U = = = 2, 8

6. Межосевое расстояние  определяем по формулам

a _min = 0,55· (d₁ + d₂ ) + T_o

a _max = d₁ + d₂

T_o – высота ремня |табл.7.7, с.131| : T_o = 8

a _min = 0,55×(100 + 274,4) + 8 = 213,92 мм

a _max = 100 + 274,4 = 374,4 мм

Принимаем  а = 350 мм

 

 

 

7. Длина ремня.

L = 2a + 0,5π (d₁ + d₂ ) + (d₂ – d₁ )²

L = 2 · 350 + 0,5·3,14·(100 + 274,4) + · (274,4 – 100) = 1309,5 мм

Округляем до стандартного |табл.7.7,с.131| : L_ст = 1320 мм

8.Уточняем межосевое  расстояние по длине ремня.

А =

w = 0,5π · (d₁ + d₂ )

y = (d₂ – d₁)²

w = 0,5·3,14·(10 + 274,4) = 587,8

y = (274,4 – 100)² = 30415,36

а = = 355,4 мм

9.Определяем угол обхвата  ведущего шкива.

Α₁° =

α₁° = = 152°

10.Число ремней передачи.

Z =

P – мощность двигателя

C_p – коэффициент режима работы |табл.7.10, с.136|, C_p = 1, 2

P₀ – мощность для передачи одним ремнем данного типа |табл.7.8, с.132|,         P₀  = 1,45 кВт

 

 

 

 

С_L – коэффициент длины ремня |табл.7.9, с.135|, С_L = 0,93

С_α – коэффициент угла обхвата, С_α = 0,95

С_Z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, С_Z = 0,95

z = = 2, 47

z = 3

11.Натяжение ветви  ремня.

F₀ =

v – скорость ремня, м/с

θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, зависит от типа ремня   |2, с.136|, для сечения А   θ = 0,1 (Н·с²)/м²

v =

ω₁ = = = 150,1 c^-1

v = = 7,505 м/с

F₀ = = 123,66 Н

12.Сила, действующая на  вал.

F_B = 2F₀z sin

F_B = 2·1223,66·3· sin = 720 Н

13. Ширина шкива. |табл.7.12, с.138|

В = (Z – 1)е + 2f

Z – число ремней

e, f – размеры канавок в зависимости от типа ремня, F = 10, 0,  e = 15, 0

B = (3 – 1) · 15 + 2 · 10 = 50 мм

3.3. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Исходные данные: мощность на валу ведущей звездочки P_III = 2,28 кВт, передаточное отношение U_ц.п. = 4, предельная частота вращения ведущей звездочки n_III = 162,6 об/мин, n_IV = 40,6 об/мин (ведомой).

Смазывание периодическое

1.Выбираем цепь приводную, одноступенчатую, роликовую и определяем шаг цепи по формуле:

t = 2,8 · ,

где Т₁-вращающий момент на ведущей звездочке;

Т₁=

Т₁ = = 147 Н·мм;

К_э -  коэффициент эксплуатации

К_э = К_д· К_а· К_н · К_р· К _см· К_п;

К_д – коэффициент, зависящий от характера нагрузки, К_д = 1,25 – при умеренной ударной нагрузке;

К_а – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния: если а = (30-50)· t, то К_а = 1;

К_н- коэффициент, учитывающий наклон цепи, К_н = 1;

К_р- коэффициент натяжения цепи, К_р = 1,25 – при периодическом натяжении;

К_см -  коэффициент смазки, К_см = 1,5 – при периодической смазке;

К_р - коэффициент, учитывающий сменность работы, К_р = 1,2 – при работе в две смены;

К_э=1,25· 1· 1· 1,25· 1,5· 1,2 = 2,81.

z₁ – число зубьев ведущей звездочки

z₁ = 31 – 2U,

где U - передаточное число,

U= .

Z₁=31 – 2 · 3=23;

z₂=z₁ · U=23 · 4=62.

[P] – допускаемое давление, принимаем ориентировочно |4, табл.7.18, с.150|, [P] = 23 Мпа;

m- число рядов в цепи, m = 1.

T = мм;

Из стандартного ряда чисел шагов принимаем t = 25,4 мм.

2. По |4,табл.7.15с.147,2| в зависимости от шага принимаем размеры цепи, а также следующие данные:

А_оп – проекции опорной поверхности шарнира; А_оп = 262 мм²;

Q – разрешающая нагрузка;  Q = 88,5 Н;

q  - интенсивность нагрузки ; q = 3,8 кг· м.

Проверяем цепь по двум показателям:

а) по частоте вращения |табл.7.17, с.149|:

шаг t = 25,4 мм, [n] = 800 об/мин.

Условие надежной работы: ( 25,4 < 800) – выполняется;

б) по давлению в шарнирах |табл.7.17,с.150|:

шаг t = 25,4, n = 182,9 об/мин.

Интерполируя, находим  = 25 МПа.

Учитывая, что z₂ 17,вносим поправку и рассчитываем:

[P]_пров= =26,25 МПа.

Определяем действительное давление в шарнирах:

Р= ;

F_t – окружная сила,

F_t= ;

V= ;

V= 1,6 м/с;

F_t= = 1563 Н;

Р = = 24,4 Мпа.

Условие надежной работы: Р (24,4 < 26,25) – выполняется.

3. Определяем число звеньев в цепи:

L_t=2· a_t + 0,5· z_∑+ ;

a_t  = - число шагов межосевого расстояния;

a_t= 40;

z_∑ = z₂ + z₃ -  суммарное число зубьев звездочек;